книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

Колебания карданного вала в зоне критического числа обо­ ротов и вне этой зоны представлены на рис. VIII. 10, г. Опыт про­ водился при снижении числа оборотов вала от п >■ гікр.

Карданный вал при изготовлении подвергается динамической балансировке, 'причем допустимый дисбаланс составляет от (15-ч-25) 1 0 “ 4 Н-м (15—25 гс-см) для автомобилей малой и средней грузоподъемности, до 100-ІО- 4 Н-м (100 гс см) для машин гру­ зоподъемностью 5 т и выше. Для балансировки к валу привари­ ваются точечной сваркой пластины, представленные на рис. VIII. 12.

Величина биения Карданного вала в сборе не должна пре­ восходить 0,5—0,8 мм.

Кроме рассмотренных колебаний изгиба при работе карданной передачи возникают крутильные колебаний. Эти колебания воз­ никают как за счет рассмотренных выше колебаний угловой ско­ рости валов карданной передачи (рис. VIII. 10), так и вследствие переменных нагрузок в трансмиссии. Однако величины допол­ нительных напряжений от крутильных колебаний обычно не до­ стигают опасных для прочности передачи значений.

§38. ОСНОВЫ РАСЧЕТА КАРДАННЫХ ПЕРЕДАЧ

Вкарданной передаче рассчитываются:

а) карданный вал (на кручение, растяжение — сжатие, угол закручивания);

б) вилка и крестовина кардана (на прочность и износ); в) подшипники карданного шарнира (долговечность, тепловой

режим); г) критическое число оборотов вала.

Силы Р, действующие на шипы крестовины карданного шар­ нира, вызывают смятие, изгиб и срез шипа (рис. VIII. 12, а). Вели­

Расчет шипа на изгиб, смятие, срез производится по общеиз­ вестным формулам по силе Р.

При наличии игольчатых подшипников максимально допусти­ мая величина Рв подсчитывается по формуле

Р ^ Р В= 7800 р- р- _ Н, (VII1.13)

іЛ -Jr'-tgY

Если Рв в кгс, то численный коэффициент в правой части фор­ мулы (VIII. 13) принимается равным 780.

230

231

единицы.

Крестовина карданного шарнира рассчитывается на разрыв (рис. VIII. 12, б) по площади сечения F по формуле

Карданный вал, изготовляемый из малоили среднеуглеро­ дистой стали, работает на кручение, растяжение или сжатие и изгиб (при поперечных колебаниях вала). Максимальные напря­ жения кручения (Ад = 1 )

составляет на низшей передаче от 3 до 9° на один метр длины (в за­ висимости от сечения вала).

В приведенных формулах wKP— момент сопротивления вала при кручении; / кр — момент инерции сечения вала при кручении; G — модуль упругости при кручении; G= 85 ГПа (850 000 кгс/см2); I — длина вала.

Величина осевой силы Q, действующей на карданный вал

соединении карданного вала существенно зависит от качества смазки шлицевого соединения, составляя при хорошей смазке р = 0,06^-0,10.

По опытам А. К. Фрумкина, в случае недостаточной смазки р значительно возрастает, достигая при заедании 0,35—-0,40. При этом величина осевой силы достигает больших значений. Так,

Значительные дополнительные растягивающие и сжимающие усилия, возникающие при плохом техническом обслуживании, действуют на вал карданной передачи и нагружают подшипники коробки передач, а также главной передачи. Поэтому системати­ ческой смазке шлицевого соединения карданной передачи необ­ ходимо уделять должное внимание.

232

233

где а — угол поворота ведущего вала. Сила Р (і = 1), действую­ щая на шип в плоскости крестовины, равна

что соответствует также одной четверти оборота, находим работу

Коэффициент полезного действия (к. п. д.) карданной передачи т]к, если учитывать потери на трение в шарнирах, может быть представлен формулой

іо ’

234

Как видно из последней формулы, величина к. п. д. карданной передачи при заданных ее размерах зависит от коэффициента трения р и угла у между осями валов. При нормальном техни­ ческом состоянии величина т|к высока, составляя для одиночного кардана неравной скорости г|к = 0,985-н0,99 (при угле между валами не более 15°). Однако в многоосных автомобилях при на­ личии нескольких последовательно включенных шарниров общий

к.п. д. заметно снижается.

При увеличении углов между осями валов к. п. д. карданного

механизма падает.

Величины коэффициентов трения поверхностей шарниров, имеющих относительные знакопеременные перемещения на малые углы, изучены недостаточно.

Проведенные опыты с втулками из пластмасс показали, что коэффициенты р. при относительных знакопеременных перемеще­ ниях на малые углы больше соответствующих значений р при вра­ щательном движении. Коэффициенты р при относительных зна­ копеременных перемещениях увеличиваются при уменьшении угла б. Так, если б уменьшается с 90° до 20°, то коэффициент р увеличивается на 20—25%.

Определим удельную работу трения С на единицу рабочей

Работа трения на шипах карданного шарнира вызывает его нагрев.

Уравнение теплового баланса имеет следующий вид:

карданного шарнира; Т г, Г 2 — значения температуры нагревае­ мых деталей и окружающего воздуха; у — коэффициент, учиты­ вающий какая часть работы трения воспринимается нагреваемой

235

Г Л А В А IX

ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

§40. ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИИ. КЛАССИФИКАЦИЯ

Кконструкции главных передач предъявляются следующие требования:

1 ) обеспечение необходимого передаточного числа или пере­ даточных чисел г оі и г0 2 (в двухступенчатой передаче) при мини­ мальных габаритах и весе с сохранением необходимых дорожных просветов;

237

2 ) высокий и мало меняющийся при изменении температуры іг скорости вращения к. и. д.;

3) высокая жесткость корпуса, опор, и валов. Классификация главных передач представлена в табл. IX. 1.

Большое распространение на автомобилях всех типов получили конические шестерни с криволинейным зубом. Червячные передачи находят ограниченное применение только на отдельных моделях автомобилей (в частности трехосных).

На легковых автомобилях и грузовых (грузоподъемностью до 3—4 т) применяются одинарные главные передачи, отличаю­ щиеся большой простотой. «

Двойные передачи, состоящие обычно из конической или гипоидной и цилиндрической пары, применяются на грузовых автомобилях преимущественно большой грузоподъемности и авто­ мобилях высокой проходимости.

Двухступенчатые главные передачи, позволяющие получить две ступени передаточных чисел в ведущем мосту, применяются на некоторых моделях грузовых автомобилей и седельных тяга­ чах средней и большой грузоподъемности. Применение двухсту­ пенчатых передач целесообразно при работе в горных условиях и переменных нагрузках (например, с прицепами).

§ 41. КОНСТРУКЦИИ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ АНАЛИЗ

Преимуществами гипоидных передач с перекрещивающимися осями по сравнению с обычными коническими, имеющими пере­ секающиеся оси,- являются:

1 ) смещение оси ведущей шестерни относительно ведомой (гипоидное смещение Е на рис. IX.2) на величину до 0,2 от диа­ метра начальной окружности ведомой шестерни, что позволяет при стандартной компоновке легкового автомобиля несколько снизить его центр тяжести;

2 ) больший диаметр ведущей шестерни и ее вала по сравнению с той же шестерней обычной конической пары с пересекающимися осями, имеющей то же і0 и рассчитанной на передачу того же мо­ мента, позволяющий получить более прочную и жесткую конструк­ цию, что способствует повышению ее долговечности и бесшум­ ности работы;

3)более бесшумная работа по сравнению с коническими пе­ редачами со спиральным зубом той же размерности;

4)наличие повышенного скольжения между зубьями гипоид­ ных передач, определяющее необходимость применения специаль­

ной гипоидной смазки с сернистыми, свинцовыми, фосфорными и другими присадками, образующей на поверхностях зубьев прочную пленку.

Одинарная гипоидная передача автомобиля с передаточным числом іо = 6,5 представлена на рис. IX. 1. Жесткость зацепления обеспечивается размещением ведущей шестерни 2 между двумя

238

подшипниками 1 и 3, из которых два подшипника 1 воспринимают как радиальные, так и осевые нагрузки, а подшипник 3 — только радиальные нагрузки. Упор 5 ограничивает перекос ведомой шестерни (колеса) по оси zz при передаче значительных моментов.

X

Рис. IX. 1. Одинарная главная передача гипоидного типа грузового автомобиля

Регулировка зацепления в осевых направлениях осуществл'я- ется по оси XX прокладками 6\ по оси zz регулировочными гай­

щей шестерни на двух радиально-упорных конических подшип­ никах 1 и 2. Для повышения жесткости зацепления вал ведущей шестерни имеет значительный диаметр и правый подшипник рас­ положен в непосредственной близости к ведущей шестерне.

Шестерни гипоидных передач и дифференциала покрываются противозадирной предохранительной пленкой из марганцово­ железного фосфата или меди. Эти покрытия предупреждают износ

239